双曲线齿轮几何设计Word文档下载推荐.docx
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由于准双曲面齿轮较高的承载能力，现已成功代替螺旋圆柱齿轮、锥齿轮以及齿数比为10～12的蜗轮传动。
准双曲面齿轮副经过淬火及磨齿，齿面硬度提高，减少了磨损，与耐磨材料制成的分度蜗轮副相比，能保持长久的传动精度，并能适应高速工况。
因此，齿数比相当小的大降速比双曲线齿轮副，可以用于传动精度要求较高的齿轮机床的分度传动中。
同样可用于分度头及其他的类似的装置上。
准双曲面齿轮偏置的确定，并非看小轮布置在大轮轴线以上或以下，通常是面向大轮齿面，小轮置于右侧。
当大轮右旋小轮左旋时，谓之下偏置，即当小轮放在大轮右侧啮合时，小轮轴线位于大轮中心之下；
当大轮左旋小轮右旋时，谓之上偏置，即当小轮放在大轮右侧啮合时，小轮轴线位于大轮中心之上。
如图1所示，（a）与（b）是下偏置，（c）与（d）是上偏置。
这样可保证大小轮在工作面具有相互推开的轴向力，从而使主被动轮互相推开以避免齿轮承载过热而咬合。
偏置引起准双曲面齿轮几何关系的变化从外观上看主要有大小轮螺旋角不相等，小轮螺旋角明显大于大轮螺旋角（见图1）。
此外，两侧齿面压力角和曲率都不相同，即两齿面凸面与凹面不对称，这些和弧齿锥齿轮都是不同的。
2.初始参数选取
在设计之前通常要确定以下参数：
小轮和大轮的齿数z1和z2，齿轮的旋向，小轮中点螺旋角β1，小轮的偏置距E，大轮齿宽F，大轮分度圆直径d2，压力角α，刀盘半径rc，轮齿收缩方式，齿高系数fh与齿顶高系数fa等。
2.1齿数的选取
对于准双曲面齿轮，虽然齿数可任意选定，但在一般情况下，小轮的齿数不得小于5，小轮与大轮的齿数和应不小于40，且大轮齿数应与小轮齿数之间避免有公约数。
表1为格里森推荐的不同传动比下小轮的最少齿数。
若是设计汽车用的准双曲面齿轮，则小轮齿数可以选得较少。
对于格里森调整卡和计算程序都作了以上限制，突破上述范围将不能进行设计计算。
但随着技术的进步和新的设计方法的应用，如“非零变位”设计，小轮齿数可少到2~3齿的。
表1格里森推荐的小轮的最少齿数
传动比（z2/z1）
2
2.5
3
4
5
6~8
小轮最少齿数
17
15
13
8
7
6
2.2选取大轮分度圆直径
大轮的节圆直径d2是事先根据齿轮的承载能力确定的。
但目前并没有一个通用的公式或图表可供使用，因此可参考格里森公司弧齿锥齿轮的方法选取——先根据经验公式或查相应的图表选定小轮的分度圆直径，再根据传动比换算成大轮的分度圆直径，作为准双曲面齿轮大轮节圆直径的初始值。
大轮分度圆直径是否合适，还需经过强度校验，如不满足要求，则要相应加大。
分度圆直径确定下来以后，则大端端面模数由大端分度圆直径除以齿数求得。
2.3确定大轮齿宽F
大轮齿宽F选取可根据F≤0.3A0和F≤10m确定，选二式中计算出的较小值。
A0为外锥距，m为端面模数。
从理论上讲，加大齿宽可增加轮齿的强度和寿命，但这样也将是小端极度削弱，而且要求较小的刀顶宽和刀尖圆角，对制造和减小齿根应力集中都十分不利，如果实际工况下使负荷集中在小端，反倒会使轮齿加快破坏。
2.4选择螺旋方向和小轮偏置E
一般情况下，正车面为顺时针旋转的（从主动轮背后看，或正对被动轮观察，图1），主动锥齿轮的螺旋方向为左旋，被动轮为右旋；
正车面为逆时针旋转的，情况相反。
这样可保证大小轮在传动时具有相互推开的轴向力，从而使主被动轮互相推开以避免齿轮承载过热而咬合。
准双曲面齿轮小轮的偏置距E，对于轿车、轻便货车及一般工业应用，偏置距E不能超过当量锥齿轮锥距Am的50%。
对于卡车、拖拉机和铁路机车传动不能超过锥距的20%，用偏置距E与大轮节圆直径d2的比来衡量，则E/d2大约在0.08~0.2之间。
准双曲面齿轮的两种偏置，都保证了准双曲面小轮比同等条件下的弧齿锥齿轮小轮直径大，因此具有更大的强度和刚性，可用于更大的传动比。
其原因说明如下：
令，由公式可知
（1）
对于弧齿锥齿轮来说，β1=β2，k=1；
但对于准双曲面齿轮来说，β1>
β2，k>
k称为准双曲面齿轮加大系数。
通常将k控制在1.3~1.5之间。
因为准双曲面小轮比同等条件下的弧齿锥齿轮小轮直径有所加大，因此准双曲面齿轮轮坯设计时齿厚不需要修正。
如果设计后认为小轮弯曲强度仍然偏低，对小轮进行齿厚修正的方法其实也很简单，只需把大轮实际刀顶距加大，然后再重新计算小轮相应的齿底槽宽、刀盘和机床加工参数即可。
这样大轮齿厚就减小了某一数值，小轮齿厚则加大了相应的值。
2.5小轮中点螺旋角β1
弧齿锥齿轮多采用35°
螺旋角，准双曲面齿轮小轮多选用50°
螺旋角。
增大螺旋角可适度增大重合度，可使齿轮传动更加平稳，降低噪音。
但也会使齿轮所受轴向力增大，不利于系统整体性能的提高。
按以下经验公式可得到合理的小轮螺旋角β1
（2）
上式单位为度，计算出的角度可以圆整。
一般选取的小轮螺旋角与上式计算得到的值之差不要超过50，否则将难于达到等强度齿设计要求。
此外，计算完后大轮的螺旋角不能超过35°
否则要重新选取小轮的螺旋角。
在早期的格里森计算卡里，要满足事先给定小轮螺旋角的要求并不容易，要经过几次试算。
目前利用计算机程序计算非常方便，小轮的螺旋角可以设计、计算的十分准确。
2.6平均压力角
表2准双曲面齿轮标准压力角
传动用途
小轮齿数z1
平均压力角
一般工业传动
z1≥8
21015’
z1<
22030’
载重汽车及拖拉机
客车及轿车
190
弧齿锥齿轮标准齿形角通常为20°
，准双曲面齿轮的平均压力角也有19°
、21.25°
、22.5°
等标准。
增大齿形角可增加轮齿的强度，减小不产生根切的最小齿数，但同时又容易产生齿顶变尖及刀尖宽度过小的情况，还可能使重合度减小。
格里森公司提供的标准压力角如表2所示。
2.7刀盘半径
表3格里森公司推荐刀盘半径
大轮直径
d2（毫米）
刀盘半径rc
英寸
毫米
75~135
1.75
44.45
165~285
3.75
92.25
100~170
2.25
57.15
195~345
4.5
114.3
110~190
63.5
260~455
6.0
152.4
130~230
3.0
76.2
350~610
8.0
203.2
135~240
3.125
79.375
455~800
10.5
266.7
表4格里森推荐的齿高系数
小轮齿数
齿高系数
汽车、轿车
一般
9
10
11
>
12
3.4
3.5
3.6
3.8
3.9
4.0
4.1
4.2
3.7
刀盘半径rc根据大轮节圆直径d2选取，刀盘半径已经标准化，表3列出了格里森公司为准双曲面齿轮加工推荐的标准刀盘半径。
从调整灵活性及强度观点，选小的刀盘半径比较有利。
对于大量生产，为增加刀盘使用寿命，选大的刀盘半径更有利。
刀盘半径还可以根据公式rc=d2/（2sinδ2）计算，然后选取距离标准值较近的刀盘半径，该公式计算出的值和表3的数据基本吻合。
2.8齿高系数与齿顶高系数
5Z1≥21的齿顶高系数
传动比（Z1/Z2）
齿顶高系数
1.0
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.500
0.450
0.425
0.400
0.375
0.350
0.325
0.300
格里森推荐标准齿高系数fh，如表4所示。
表中的值是在确保不发生齿顶变尖、根切，相对安全、可靠的情况下给出的，因此表中的值并非不能突破。
在进行高齿的设计中，经过齿顶不变尖、不根切的检验，可以取较大的值，表中的值还是有一定更改裕量的。
当“汽车、轿车”的齿顶高系数fa按照表5选取时，其平均压力角应为190，且小轮凹面压力角应不小于120，否则按“一般工业齿轮”处理。
当准双曲面齿轮用展成法加工时而小轮齿数z1≥21时，齿顶高系数fa按表5选取；
当齿数比大于2：
1，小轮齿数z1≤20时，无论大轮用何种方法加工，齿顶高系数均按表6选取。
从表中的标准齿顶高系数来看，为避免齿轮发生根切，同时满足大轮、小轮轮齿等强度要求，准双曲面齿轮高度方向进行了一定的修正，有意增加了小轮的强度。
设计中若发现小轮的强度仍然不够，可取更小的齿顶高系数。
少数情况也会出现大轮的强度不够，为增加大轮弯曲强度，可选取较大的齿顶高系数。
当然如果通过调整大轮的刀顶距，平衡两轮的强度也是可以的。
如果要使两轮的强度同时增加，则要采用“非零变位”方法。
2.9轮齿收缩方式
表6Z1≤20的齿顶高系数
小轮齿数Z1
9~20
0.090
0.110
0.130
0.150
0.170
准双曲面齿轮象弧齿锥齿轮一样轮齿也有三种收缩方式：
（1）双重收缩齿
这种收缩齿具有粗切小轮效率高的优点，通过大小轮的根锥角的选择，可用最大的实际刀顶距的粗切刀盘，能够切出沿齿长具有合理的齿厚收缩的轮齿。
这种方法，在齿轮直径大于刀盘半径时采用效果较好。
不然，由于根锥角的倾斜会使加工出的齿轮小端齿高过短。
（2）标准收缩
标准收缩在齿高的方向收缩效果较好，但由于过渡的齿厚收缩会导致粗切刀盘的刀顶距过小。
为弥补这一缺陷，可适当选择刀盘半径或采用倾斜根线收缩齿加以改善。
（3）齿根倾斜
可弥补上述两种收缩的缺陷，为折衷方案。
3.准双曲面齿轮副的几何设计
弧齿锥齿轮节锥为瞬时运动轴绕两相交传动轴线分别旋转而形成的两个相切的圆锥。
准双曲面齿轮也有两个相切的节锥，其形成过程却要复杂的
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